Исследование переходных режимов тепловых двигателей


МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РФ

МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВОДНОГО ТРАНСПОРТА


В.И. Толшин

ИССЛЕДОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Для студентов специальности
180103 - судовые энергетические установки




Альтаир - МГА ВТ
Москва, 2007

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РФ

МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВОДНОГО ТРАНСПОРТ А







В,И. Толшин

ИССЛЕДОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Для студентов специальности 180103 - судовые энергетические установки

Учебное пособие


Альтаир - МГА ВТ
Москва, 2007

УДК 62721; 656.615

В.И. Толшия
Исследование переходных режимов тепловых двигателей. Учебное пособие. - М ; Альтаир МГАВТ, 2007 - 88 с., ил. 40, табл. 2.

      Является руководством по закреплению знаний теоретического курса по учебной дисциплине «Исследование переходных режимов тепловых двигателей».
      Основная задача учебного пособия - детальное знакомство с методами исследований судовых дизелей, с особенностями протекания переходных режимов в эксплуатации.
      Пособие предназначено для студентов специальности 180103 - «Судовые энергетические установки».

Рецензент - доктор технических наук, профессор В. А. Марков

Издается по решению учебно-методического совета МГАВТ

Ответственности за оформление и содержание передаваемых в печати материалов несут авторы и кафедры академы. выпускающие учебно-методические материалы

ПРЕДИСЛОВИЕ

В учебном пособии описаны системы автоматического регулирования дизелей, переходные режимы, способы улучшения показателей дизелей с турбонаддувом с помощью систем регулирования и управления.
Для инженерно-технических работников, занимающихся двигателестроением, а также может быть полезна студентам высших учебных заведений.
Существующая тенденция в дизелестроении - снижение массогабаритных показателей дизелей путем форсирования их по наддуву приводит к усложнению функций систем регулирования параметров этих дизелей и усложнению законов регулирования. Это связано с необходимостью улучшения экономических и экологических показателей форсированных дизелей и их моторесурса, зачастую ухудшающихся в эксплуатационных режимах.
Такое ухудшение имеет место прежде всего в переходных режимах, в которых значительную долю времени работают энергоустановки автомобильного и железнодорожного транспорта, тракторов и судов некоторых типов
В связи с изложенным, на основании систематизации данных исследований в ряде отраслей, автор книги поставил задачей;
провести анализ процессов в цилиндрах дизелей, агрегатах наддува и топливной аппаратуре в переходных режимах, а так же инженерных методов расчета этих процессов;
сформулировать законы автоматического регулирования в переходных режимах ряда параметров форсированных дизелей для снижения расхода топлива, вредных выбросов отработавших газов, износов и теплонапряженности;
обобщить имеющиеся для этих целей способы улучшения показателей форсированных дизелей различных типов в режимах наброса нагрузки и разгона.
Учебное пособие основывается в основном на книге «Форсированные дизели. Переходные режимы. Регулирование.» Автор Толшин В.И. изд .Машиностроение 1994г
Автор приносит благодарность рецензенту и всем, кто оказывал помощь в издании книги.

О МГАВТ, 2007
С Толшнн В.И., 2007

ГЛАВА 1. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДИЗЕЛЕЙ НА ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМАХ


1.1. Общие понятия
Виды неустановившихся режимов. Выделим три характерных вида неустановнвшнхся режимов.
      1.       Наброс и сброс нагрузки (увеличение или уменьшение момента сопротивления дизеля) при относительно малом изменении частоты вращения вала, диапазон которого определяется настройкой регулятора скорости или управления подачей топлива. Набросы и сбросы нагрузок могут происходить как при частоте вращения вала, близкой к номинальному значению (дизель-генераторы переменного тока), так и при частичных ее значениях (например, при разгоне и переключении передач).
      Наиболее тяжелые условия для дизеля с турбокомпрессором возникают при мгновенном набросе нагрузки с холостого хода. В частности, требование обеспечения дизелем необходимого крутящего момента в этих условиях предъявляется к дизель-генераторам.
      Для сравнительной оценки эффективности дизелей различных типов при набросах нагрузки целесообразно воспользоваться одинаковыми для всех дизелей характерами наброса и сброса нагрузки, в качестве которых выбираются мгновенные наброс и сброс 100% нагрузки, причем для дизелей с турбо-наддувом мгновенный рост нагрузки зависит от степени наддува, уменьшаясь по отношению к номинальному значению с увеличением степени наддува. Мгновенное изменение нагрузки одновременно является проверкой исправности системы автоматического регулирования скорости, соответствие которой заданному классу точности определяется по забросу частоты вращения вала, длительности переходного процесса до вхождения изменения величины п в зону статической точности. Уменьшение относительной величины набрасываемой нагрузки при увеличении среднего эффективного давления ре определено реальными возможностями обеспечения рабочего процесса дизеля воздухом
      2.      Разгон, сопровождающийся одновременно ростом частоты вращения вала лизеля и его крутящего момента. Разгон может происходить по различным законам изменения частоты вращения вала и его крутящего момента. Режим разгона возможен:

      при увеличении нагрузки, соответствующей режиму холостого хода, до полной нагрузки при минимальной частоте вращения вала;
      при максимальном значении п;
при повышении частоты вращения вала и высоком крутящем моменте; нагрузки*^* Раэгона следует режим уменьшения частоты вращения вала и
      Во время разгона крутящий момент дизеля расходуется на преодоление сил Кп^ГИНаСН,и Авижению н на приращение кинетической знершн машины огоакмчмт МОМ!НТ ДНЗ€ЛЯ может стать больше момента, соответствующего токенчее^^¹⁰ ха₽ахгеРистике- что приводит к ухудшению экономических и ^ческих показателей и надежности дизелей.

     3.       Циклический режим - режим с периодической закономерностью изменения момента сопротивления и, как следствие, частоты вращения вала и цикловой подачи топлива, изменения которых зависят не только от нагрузочной диаграммы, но и от параметров дизеля и машины.
     Как правило, нагрузочные режимы большинства тракторных средств и машин имеют циклический нагрузочный режим, который может быть разложен на несколько гармоник с амплитудами и фазами, повторяющимися от цикла к циклу. Например, в случае работы дизеля на корабле при волнении моря или тракторе, при работе на поле с определенной структурой почвы.
     Перечисленные типовые неустановившиеся режимы, называемые в дальнейшем переходными, приводят к ухудшению экономических и мощностных показателей дизелей. Важной оценкой перечисленных переходных режимов являются скорость изменения мощности дизеля и доля времени неустановившихся режимов в общем времени работы дизеля.
     При анализе приспособленности дизелей к неустановившимся режимам работы необходимо учитывать характеристики транспортного средства.
     Оценка экономичности дизеля в переходных режимах. Оцен ка экономичности работы дизеля в переходном режиме может быть выполнена с помощью показателя, который рассчитывается как отношение среднего удельного расхода Ь^р топлива за переходный режим к удельному расходу Ь, р топлива за сходственный установившийся режим. Для расчета или экспериментального определения Ьир необходимо располагать данными по расходу bM.ₚ топлива за период неустановившегося режима и по выработанной дизелем энергии Ец.р. В каждой точке неустановившегося режима необходимо регистрировать положение hₚ рейки топливных насосов или крутящий момент Тч и частоту п вращения вала.
     Если известны значения Вир иЕнр , то определяется
     Ьц.р ⁼ BMₜ/E„ о (1)
     Зная^‘ч и п и п)‘по нагрузочным характеристикам
находят В и Еу в сходственных режимах. Если измеряется Тч, то в установившемся сходственном режиме, который сравнивается с неустановившимся, расход топлива находится из выражения
     тмр
В = Jb.T^oxir ,
       »           (2)
   b„ - Ь,(Тц,<|>); о> = яи/30.
где
     Количество энергии за т₁М₽ в обоих способах

Ен.₽ = Еу.₽ = Ro>dt
                ⁰ О)
тпер
Средний удельный расход топлива на установившемся режиме за

ЬЫ> = Ч'®»» ■ (4Х

Показатель неэкономичности неустановившегося режима


К„р • Ь.р/Ъу.р

    В натурных условиях, например, измерить крутящий момент затруднительно, в то время как регистрировать ход рейки топливных насосов, частоту вращения вала и расход топлива сравнительно проще. Поэтому предпочтительнее способ, когда значение Ьур определяется по сходственным режимам нагрузочных характеристик при тех же значениях hₚ и п, что и при неустановившемся режиме. Поскольку величина hₚ и цикловая подача функционально зависимы, то этот способ удобно использовать при расчете. Величину Е„р определяют косвенными методами, например по работе, совершенной машиной.
    В качестве показателя эффективности работы дизеля при набросе нагрузки является отношение развиваемой дизелем эффективной мощности Рс (крутящего момента T₍q) при мгновенном изменении хода рейки топливных насосов к эффективной мощности (крутящему моменту) в сходственном установившемся режиме:
       Р»)
       P.(hₚ,n)'
к ад.п)
       Tₖ(hₚ,n)'
    Символ * означает, что параметр относится к моменту мгновенного изменения хода рейки топливных насосов.


     1.2.      Процессы смесеобразования и сгорания Особенности процессов смесеобразовании и сгорания.
Процессы на переходных режимах отличаются от процессов на установившихся режимах следующим:
     период задержки самовоспламенения при той же цикловой подаче топлива увеличивается в результате более низких температур стенок камеры сгорания и низкого давления сжатия;

     струя топлива интенсивнее проникает в объем камеры сгорания и часть топлива попадав! на холодную стенку цилиндра в результате меньшей, чем на соответствующем установившемся режиме, плотности воздуха в цилиндре;
КПД              ИЗб“ТКа В°ЗДуХа аГ Уменьшается, ухудшается индикаторный
количествае^н<>мичность' увеличивается дымность в результате меньшего равной 110% н\минй₽И даалении наддува и цикловой подачи топлива, влотаощ^р'’"^^' ““'ночных расчето₈ можно утверждать, что с уменьшением . воиуха в цилиндре и увеличением ратности др давление в

топливопроводе и цилиндре дизеля растет длина струи за каждый отрезок времени. Если величина т, остается неизменной, то часть струи с относительной длиной по центральной оси конуса

        дЕ*|а,^р'

        \ АРисх Ра /
                    ' окажется на стенке камеры сгорания, точнее, в пристеночной зоне. При увеличении периода задержки самовоспламенения на величину от, дополнительная часть капель, содержащихся в струе с высотой конуса, пропорциональной величине дЬфь окажется в этой же зоне.





ДЦ, = [и(лч/ъ-.)]*-1

где ^>аясх * *нсх плотность заряда и период задержки

самовоспламенения на установившемся режиме.
      Дальнейший экспериментальный анализ показывает, что далеко не все топливо, оказавшееся в пристеночной зоне, может сгореть не полностью. Увеличивающаяся жесткость приводит к более интенсивному движению воздуха, подтверждающемуся увеличением локальных коэффициентов теплоотдачи. В результате часть топлива выносится из пристеночной зоны к основной массе топлива и сгорает с запаздыванием. В пристеночной зоне путем непосредственной полимеризации происходит интенсивное образование сажи. Топливо, испарившееся с поверхности камеры сгорания и распыленное в ее

                            а1 объеме при малом значении , имеет существенное значение в образовании сажи в результате пиролитических реакций. Вследствие низкой концентрации кислорода в процессе расширения газа сажа окисляется не полностью.
      При пиковом набросе нагрузки на дизель коэффициент ослабления светового потока в отработавших газах изменяется от 10 до =100%. Крутящий момент дизеля после наброса нагрузки и увеличения цикловой подачи топлива до максимального значения составляет приблизительно 60...70% максимального

значения, соответствующего установившемуся режиму.
      Моделирование процессов смесеобразования и сгорания. При проведении исследовательских и проектных работ, направленных на создание модификации дизелей с турбонаддувом, приспособленных к неустановившимся режимам работы, может возникнуть задача моделирования рабочего процесса дизеля. В отличие от расчетов на установившихся режимах предполагается вести расчет последовательности рабочих циклов с изменяющимися параметрами воздуха во впускном трубопроводе, газов в выпускных трубопроводах и измеаяюшахся

цикловой подачей топлива.
      Поскольку пока еще нет всеобъемлющей математической .модели рабочего цикла учитывающей взаимное влияние гоплнэоподачи, смесеобразования и сгорания, а существующие методики весьма сложны и их использование нереально при моделировании рабочего процесса и послеаоватетьио изменяющихся циклах, го во мнит их практических случаях приходится

использовать инженерные методы.
     В соответствии с постановкой задачи моделирования необходимо увязать Т:
закон тепловыделения с периодом задержки воспламенения, а1
коэффициентом избытка воздуха при сгорании и количеством топлива, попавшего а пристеночную зону.
     Согласно методике ЛПИ интегральная характеристика тепловыделения описывается суммарной зависимостью вида:


   х = I
      1=1.2 L                J
(6)
где Xj - доля теплоты, выделившейся в первой и второй фазах процесса сгорания; ki» а1» Ф1 - постоянные величины, зависящие от ⁽dX‘/d<₽°L И Фо
                                       max « . уГ₀Л поворота коленчатого вала.
      При значительных набросах нагрузки на дизель с турбонаддувом и соответствующим изменением цикловой подачи bᵤ топлива, а также малом давлении наддува (из-за инерционности турбокомпрессора) возможно попадание части топлива на стенки камеры сгорания. В результате часть цикловой подачи bᵤₙₚ топлива, попавшая в пристеночную зону, выгорает в неполном объеме. Поэтому при оценке доли теплоты х^ необходимо предварительно определить

огноситёлыто⁴¹ по^⁸¹кМеННЬ¹е мегоды расчета, возможно определить и.лр топлива, попавшего на стенки камеры. На рис.1

                      представлены расчетные зависимости относительной доли топлива, попавшего на стенку камеры сгорания 6ЧН25/34 при разных значениях периода т, задержки самовоспламенения.
      Возрастание периода задержки самовоспламенения приводит к увеличению доли топлива, попавшего в пристеночную зону. Основное влияние на величину Ьц.п₽ оказывает уменьшенное давление наддува в переходных режимах: уменьшение давления наддува повышает значение Ьцпр .По большой выборке экспериментальных данных (75 циклов установившегося режима, 90 циклов неусзанозившегося режима), полученных на дизеле типа ЧН25/34, были определены эмпирические зависимосги параметров, которые дают возможность формировать характеристики тепловыделения дизеля с открытой камерой сгорания как на установившихся, гак и неустановившихся режимах работы.
      Поэтому в основу моделирования положена взаимосвязь характера тепловыделения с коэффициентом избытка воздуха, периодом задержки самовоспламенения и относительной долей цикловой подачи, попавшей в

пристеночную зону.
      Доля теплоты, выделившейся при сгорании топлива за период задержки воспламенения,

где для дизеля ЧН25/34 а = 0,011; Ь = 0,37; с-2,13;
Х1 — Xl/Xniax •
Максимальная скорость тепловыделения при сгорании топлива за период задержки воспламенения

где для дизеля ЧН25/34 а, -3; Ь, =0,3; с, -2,78.
     В приведенных зависимостях изменение периода задержки воспламенения влияет на х и dl '=■» а большей степени, чем изменение коэффициента °¹ избытка воздуха при сгорании топлива. К недостатку зависимостей (3), (4) можно отнести то, что при аппроксимации не рассматривались периода задержки воспламенения. превышающие макимнда.ое значение г, .равное 4,5мс.
     Додя теплоты, выделившейся в процессе сгорания,

«„.d + a.afft,,
                      (»)
где а, =-0,72; Ь, =-О,17; с, =1,26; d = l при а; > 1;

d = a J при a J < 1; Ьцпр - ——
                             D« - относительная доля цикловой подачи топлива, попавшего в пристеночную зон)' камеры сгорания; bₙₙₚ - цикловая подача топлива, попавшая в пристеночную зону камеры сгорания.
      Количество топлива, попавшего в пристеночную зону, определялось с помошью критериальных уравнений А.С.Лышевского. По этому уравнению рассчитывались длина струи распыленного топлива за период задержки воспламенения, которая сравнивается с геометрическими параметрами камеры сгорания. По результатам сравнения определяется объем Уфп струи, попавшей в пристеночную зону, и средняя концентрами СфП топлива в данном объеме. Количество топлива, попавшего а пристеночную зону,


Ьц.пр Уф.ПСф.гД >
(Ю) где i - число сопловых отверстий распылителя форсунки.
      В том случае, когда топливо распыливается в объеме камеры сгорания, не соприкасаясь с ее стенками, bᵤₙₚ=0, = 1 т.е. считается, что топливо условно выгорает полностью при al = 1. В случае попадания топлива в пристеночную зону, что возможно при переходных режимах работы дизеля с турбонаддувом, влияние цикловой подачи топлива, попавшего в пристеночную зону Ьц.,₁р, на относительную величину тепловыделения значительно выше, чем влияние коэффициента избытка воздуха при сгорании.
      Доля теплоты, выделившейся при диффузионном сгорании,

Х2 ~ хmax ~ Х1 •
                       (И)
                                      5.        Максимальная скорость
(dX₂ А            /      _ с тепловыделения                       при
   "j ⁼ аза)Ьг (1 - 0,5ЬЦ ₙ )°⁸, диффузионном сгорании
       'max                   ₽       (12)
где для дизеля ЧН25/34 а₃=1,О5; Ь₃, = 0,12; с₃, = 0,93.
      В данной зависимости влияние величины Ьц.пр значительнее, чем коэффициента избытка воздуха при сгорании.
      Для переходных режимов работы дизеля с гурбонаддувом характерно изменение коэффициента избытка воздуха при сгорании в широких пределах. По этой причине в зависимостях (10)-(12), определяющих параметры, с помощью которых формируются характеристики тепловыделения, учитывается влияние ai
      Достоверность математической модели процессов сжатия, сгорания, расширения подтверждена достаточно хорошим совпадением экспериментальных и расчетных данных. Недостаток рассматриваемой методики состоит в том, что отсутствует взаимосвязь с законом топливоподачи.

       1.3. Газообмен
       I азообмен четырехтактного дизеля с турбонаддувом.
Рассмотрим влияние режима наброса нагрузки на заброс газов во впускной трубопровод^ четырехтактного дизеля с турбонаддувом на примере дизеля 6ЧН25/34 (п = 500мин '), имеющего значительное перекрытие клапанов. Во время работы этого дизеля в составе дизель-генератора ДГР32О/5ОО на плавучих кранах при изменениях на]рузки, вызываемых подъемом грейфера с грузом, наблюдалась повышенная дымность, достигающая 98% по Картриджу. В результате в впускном и выпускном трубопроводах, а также в сопловом аппарате турбины зарегистрировано повышенное нагарообразование. Как показали исследования, одна из основных причин - заброс газа из цилиндра и выпускного трубопровода во впускной трубопровод. Давление в выпускном трубопроводе в начале переходного процесса, растст быстрее, чем давление наддува. При перекрытии клапанов 125° угла поворота коленчатого вала времени достаточно, чтобы значительная доля газов оказалась во впускном трубопроводе и, следовательно, уменьшилась порция свежего заряда при наполнении.
      В результате происходит дополнительное снижение коэффициента избытка воздуха и ухудшение процесса сгорания. Растут насосные потери. Ниже представлена осциллограмма изменения дымности и токсических показателей при набросе нагрузки, а также давления наддува и отработавших газов дизеля 841125/34 в составе агрегата LUH5OO/5OO с упомянутой величиной перекрытия кланов. Перепад давления pgₗ - pᵢₙₗ в начале переходного процесса увеличивается почти в 2 раза. Заброс газа в неустановившемся режиме - явление также характерное и для режимов разгона.
      Отмечается, что в конце продувки возникает обратный поток газов из выпускного трубопровода в цилиндры, что приводит к снижению коэффициента наполнения. Ухудшение продувки при разгоне приводит к увеличению времени разгона, причем чем больше угол перекрытия клапанов, тем приемистость дизеля с турбонаддувом хуже.
      Отличие в рабочем процессе дизеля при разгоне от дизель-генератора, работающего с постоянной частотой вращения вала, состоит в том, что у первого вследствие увеличенного времени газообмена может усилится влияние процесса выпуска газов в одном цилиндре на процесс продувки в другом.
      Уменьшение перекрытия клапанов дзя уменьшения заброса газов приводит к ухудшению очистки цилиндра на режимах, близких к номинальному, и снижению экономичности. Поэтому это техническое решение должно быть обосновано анализом режимов работы дизеля в процессе эксплуатации. Если неустановившиеся режимы составляют значительную долю, а режимы полных нагрузок встречаются относительно редко, то в этом случае рационально оптимизировать фазы газораспределения с учетом снижения заброса газов на неустановившихся режимах и некоторого возможного увеличения расхода топлива на номинальной нагрузке.
     Чем больше частота вращения вала дизеля, гем меньше выброс газов в выпускной трубопровод (при других одинаковых параметрах).

      Увеличение противодавления при выпуске, уменьшение сечения соплового аппарата турбины будут приводить к повышению заброса газов и снижению коэффициента наполнения. Увеличение диаметра D„ цилиндра при прочих равных условиях будет приводить к уменьшению отрицательного влияния заброса газов на коэффициент наполнения, так как отношение количества поступившего по впускному трубопроводу газа пропорционально квадрату величины Dᵤ. Отношение этого количества к количеству свежего заряда равно 1/ Dᵤ.
Газообмен двухтактного двигателя!
В результате анализа процесса газообмена двухтактных дизелей при неустановившихся режимах очевидно:
при набросах нагрузки на дизеле со свободным турбокомпрессором или с турбокомпрессором в первой ступени наддува и ПЦК во второй газообмен будет ухудшаться, сопровождаясь выбросом отработавших газов во впускной трубопровод, ухудшением рабочего процесса, повышением расхода топлива и дымности;
при ПОК во второй ступени наддува увеличение нагрузки цикловой подачи топлива хотя и приводит к росту давления за выпускными элементами, однако вследствие крутых характеристик ПОК давление наддува возрастает и сдерживает снижение расхода воздуха, в результате рабочий процесс проходит более качественно, чем при наличии ПЦК во второй ступени наддува;
приводной ПОК в переходном процессе увеличивает энергию потока воздуха и газов, идущую на турбину, отбирая определенную мощность от дизеля. Однако выигрыш в разгоне турбокомпрессора значителен, чем некоторое увеличение мощности механических потерь, в результате чего приемистость двухтактного дизеля с ПОК во второй ступени наддува значительно лучше, чем с ПЦК.
     Помпаж компрессора.
Показателем запаса устойчивости компрессора принято считать коэффициент запаса устойчивости, определяемый выражением

к»⁼1 o*lr’t|‘" -1|100%,
      \ ^кпкк )
                           (13)

где Gₐ,„ л, и G,ᵢₘ, Пт - массовый расход и степень повышения давления воздуха в компрессоре, соответствующие началу помпажа на рассматриваемом режиме работы.
      Обычно пределы минимального запаса устойчивости компрессоров составляют 10... 15%. Увеличение запаса устойчивости выше этой величины не рационально из-за сниженияКПД компрессора. Вместе с тем опыт эксплуатации судов с различного типа малооборотными двухтактными двигателями показал, что на неустановившихся режимах работы (маневры, шторм) возникает помпаж компрессоров, в результате которого ухудшаются показатели дизелей, редставим в двухтактном дизеле с подключенным компрессором как течение
Потока воздуха через одну шайбу, эквивалентное сечение определяется из выражения

12

f
ЭКВ

(14)

где fJB и fT - эквивалентные сечения двухтактного дизеля и турбины. Расход воздуха через систему двигатель - подключенный компрессор

где р - коэффициент сопротивления.
      Эксперименты и расчеты для случая, когда диапазоны изменения частоты вращения вала и крутящего момента относительно не велики, показывают возможность использования формулы для приближенного анализа.
      Допустим, выпускной трубопровод имеет относительно большую длину, что приводит к инерцонности падения давления за турбиной, если падает давление перед турбиной. Падение давления перед турбиной определяется падением п^, которое возможно при уменьшении цикловой подачи топлива и колебаниях из-за оголения винта. Одновременно падает располагаемая энергия турбины.
      Оценим уменьшение расхода воздуха через двигатель и турбокомпрессор в случае: если pⱼₙₗ уменьшится, а величина р₂ остается какое-то время неизменной:

                = ^Pinl/Ptaio +АЧ'/м<0.

где** = Мрг/Р₁п.)прир₂ ₌ сош₁₁ где ц/ - функция истечения.
      Таким образом, расход воздуха уменьшается более интенсивно; чем pjₙₜ. С уменьшением р^ темп снижения расхода воздуха, поддаваемого турбокомпрессором, при падении п„ увеличивается. К этому необходимо добавить снижение значения fₙ которое возможно при уменьшении располагаемой энергии турбины. Снижается значение f^,.
Экспериментальные и расчетные исследования двигателей фирм "Бурмейстер и Ванн, "Зулъцер", "Манн, установленных на отечественных теплоходах, показали, что при снижении нагрузки двигателя частота вращения вала компрессора также падает, причем это происходит быстрее, чем падение противодавления. В результате запас устойчивости компрессора уменьшается.
      В качестве одного из мероприятий, обеспечивающих сохранение запаса устойчивости компрессора, предлагается увеличение наклона регуляторной характеристики дизеля. При сбросе нагрузки с винта и дизеля регулятор скорости не столь интенсивно уменьшает цикловую подачу, как при астатическом регулировании, что в конечном итоге несколько увеличивает расход топлива и уменьшает падение частоты вращения турбокомпрессора.
13

     Окончательно можем сделать выводы:
     при сбросе нагрузки двухтактного дизеля с газотурбинным наддувом и инерционным выпускным трубопроводом возможно снижение запаса устойчивости компрессора, его помпаж, приводящий к снижению эффективности и надежности силовой установки;
     в качестве рекомендаций по устранению помпажа компрессора при колебаниях предлагается выбирать запас устойчивости компрессора с учетом реального режима работы, а также увеличивать степень неравномерности системы регулирования величины п.

     1.4. Упрощенный метод расчета показателей дизелей с турбонаддувом при набросе нагрузки
Имеется ряд методик расчета рабочего процесса дизеля с турбонаддувом (ЦНИДИ, ЛПИ, ХИИТа, ИКИ и др.), которые могут быть использованы для расчета рабочего процесса в каждой точке переходного режима.
     В зависимости от поставленных задач получают методику той или иной сложности. Обычно более детально рассматривают ограниченный круг вопросов и в зависимости от их характера упрощают остальные.
     Методику расчета переходных режимов при набросе нагрузки можно упростить, если расчет рабочего цикла и совместной работе дизеля и турбокомпрессора вести не для всех точек переходного процесса, что создает при использовании численных методов значительные сложности, а для одной, наиболее важной - в момент ступенчатого изменения цикловой подачи топлива при сохранении давления наддува, соответствующего исходного режиму. Показатели дизеля в этой точке, рассматриваемые как показатели на условном установившемся режиме, одновременно характеризуют качество переходного режима, так как развиваемая в этот момент эффективная мощность и возникающее ускорение турбокомпрессора позволяют затем оценить показатели переходного процесса. Изложенные выше методы моделирования процесса в цилиндре дизеля и расчета газообмена с определением перепада момента на валу турбокомпрессора составляют метод расчета в целом. Исходные данные для расчета процесса в цилиндре должны соответствовать конечным результатам расчета процесса газообмена.
     В качестве примера на рис.2 иллюстрируются результаты расчета показателей дизеля 6ЧН25/34 (ре =0,81 МПа) при набросе нагрузки 300кВт.
В качестве примера на рис. 10 иллюстрируются результаты расчета показателей дизеля 6ЧН25/34 (ре =0,81 МПа) при набросе нагрузки 300кВт.
     Последовательность такого расчета следующая:
     задают исходные данные для расчета газообмена и рабочего процесса (давление наддува, частота вращения турбокомпрессора, эффективное сечение турбины, начальные значения коэффициента остаточных газов, принимаемого произвольно для последующего уточнения, коэффициента наполнения, частота вращения вала дизеля, цикловая подача топлива, соответствующая новому >становившемуся режиму, параметры топливной аппаратуры, температура стенки

ц

цилиндра);
      рассчитывают параметры процесса топливоподачи и фа-кела, количества топлива, оказывающегося в пристеночной зоне, коэффициенты эмпирической зависимости тепловыделения, показатели рабочего процесса в цилиндре с определением заброса газов во впускной трубопровод и определением коэффициента остаточных газов и коэффициента наполнения Фс.
      Расчет повторяют до тех пор, пока величины уг и Фс не будут иметь достаточную степень сходимости. Вычисляются индикаторные показатели дизеля и избыточный момент на валу турбокомпрессора.
      При интегрировании системы дифференциальных уравнений процесса газообмена и дифференциального уравнения первого закона термодинамики, используемого для расчета сжатия, сгорания и расширения, применяются численные методы с изменением шага.
      В качестве примера на рис.2 иллюстрируются результаты расчета

Рис.2. Индикаторные диахраммы дизеля 6ЧН25/34 при различных режимах работы: 1 - номинальном; 2 - набросе нагрузки с увеличением цикяоваой подачи до номинального значения при нормальных условиях окружающей среды; 3 - то же, при понижении давления окружающей среды на 10%; 4 -набросе нагрузки при нормальных условиях окружающей среды и оптимальных фазах газораспределения для кранового режима

и

     Изложенная методика позволяет провести анализ влияния на переходный
процесс:
     угла опережения подачи топлива и давления впрыскивания, размеров сопловых отверстий распылителя;
     температуры стенки камеры сгорания;
     времени сечения впускных и выпускных элементов, фаз газораспределения;
     параметров системы воздухоснабжения, определяющих давление наддува, коэффициента остаточных газов на исходном режиме, в том числе параметров внешних условий;
     положения упора ограничения подачи топлива.
     Влияние на переходный процесс инерционных масс турбокомпрессора может быть в наиболее простом случае учтено принятием условия, что

переходный процесс в системе наддува закону.

происходит по экспоненциальному

ГЛАВА 2. РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ДИЗЕЛЕЙ С ТУРБОНАДДУВОМ

      2.1. Метод расчета переходных режимов дизелей с турбонаддуво.м
      Метод расчета основан на решении системы дифференциальных и алгебраических уравнений, описывающих переходные процессы и взаимные связи параметров дизеля, турбокомпрессора и регулятора скорости. Для повышения достоверности расчета предварительно, на основании экспериментальных данных испытаний дизеля или его прототипа на установившихся режимах и хотя бы при одном переходном режиме, должны быть получены зависимости индикаторного КПД и температуры газов перед турбиной.
      Цель расчета состоит в сравнении показателей дизеля при изменении характера режима или элементов конструкции турбокомпрессора, регулятора скорости или параметров газообмена.
      Описание процессов в дизеле и турбокомпрессоре упрощается в результате того, что:
      влияние объема впускного трубопровода, которое, как показывают результаты многих исследований, в большинстве случаев не учитываются;
расчет параметров турбины и компрессора по их конструктивным данным не производится. Используются характеристики компрессора, полученные экспериментально, и эмпирические расчетные зависимости для турбины, уточненные по экспериментальным данным. Процессы в лопаточных машинах принимаются квазистационарными. Учет влияния импульс кости наддува производится приближенно;
      инерционность системы топливоподачи не учитывается, так как рассматриваемые ниже проблемы при переходных режимах дизелей относятся к разгону и набросу нагрузки, когда цикловая подача топлива относительно велика;
      зависимость цикловой подачи топлива от хода рейки топливных насосов принимается линейной;
      рабочий процесс в цилиндре дизеля не рассчитывается, а используются обобщенные зависимости индикаторного КПД от параметров дизеля.
Уравнение вращающихся масс дизеля. Запишем это уравнение в виде




                ’• S -‘Л'




    т J<*    ■*а у
где         tq" - постоянная времени разгона,
ф — (б) СО н )/(0 н относительное приращение величины
          ⁼1/Т1мех.н»                    -относительный индикаторный

     =ke - 1- относительные механические потери; механический КПД на |